DE602004002962T2

DE602004002962T2 - Stufenlos verstellbares getriebe

Info

Publication number: DE602004002962T2
Application number: DE602004002962T
Authority: DE
Inventors: Johannes Adrianus VAN DER LEEST; Arjen Brandsma; Gerardus Johannes VAN SPIJK
Original assignee: Robert Bosch GmbH
Current assignee: Robert Bosch GmbH
Priority date: 2003-06-16
Filing date: 2004-05-28
Publication date: 2007-06-06
Anticipated expiration: 2024-05-29
Also published as: ATE343747T1; DE602004002962D1; JP2006527829A; EP1642049B1; NL1023668C2; WO2004111500A1; JP4707661B2; EP1642049A1

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft ein stufenloses Getriebe gemäß dem Oberbegriff von Anspruch 1 und 2. Ein Getriebe dieser Art ist allgemein bekannt und wird zur Übertragung von mechanischer Kraft zwischen der Primär- und der Sekundärrolle des Getriebes verwendet, wobei ein Übersetzungsverhältnis des Getriebes, mit dem ein Drehzahlmoment übertragen wird, innerhalb eines bestimmten Bereichs stufenlos geändert werden kann. Bekanntermaßen ist der Antriebsriemen zwischen den beiden eine im Wesentlichen kegelstumpfförmige oder konische Gestalt aufweisenden Rollenscheiben der Rollen festgeklemmt. Bei der vorliegenden Erfindung ist das Übersetzungsverhältnis des Getriebes als das Verhältnis zwischen einer effektiven Radialposition des Antriebsriemens an der Sekundärrolle und einer effektiven Radialposition des Antriebsriemens an der Primärrolle definiert, wobei diese Positionen jeweils auch als der Sekundärlaufradius und der Primärlaufradius bekannt sind. Um ein Verstellen dieser Laufradien und somit des Übersetzungsverhältnisses zu ermöglichen, ist mindestens eine der Rollenscheiben jeder Rolle so angeordnet, dass sie in Axialrichtung bewegt werden kann.
Beispielsweise ist aus der europäischen Patentanmeldung EP-A-1 218 654 bekannt, dass die beiden axial ausgerichteten Kräfte, mit denen der Antriebsriemen zwischen den Rollenscheiben der Rollen festgeklemmt ist, die unten als die Primärklemmkraft bzw. die Sekundärklemmkraft bezeichnet werden, einen entscheidenden Faktor bei der Bestimmung des Drehmoments darstellen, das zwischen den Rollen über Reibungskräfte zwischen den Rollen und dem Antriebsriemen übertragen werden kann, während das Verhältnis zwischen diesen Klemmkräften ein entscheidender Faktor bei der Bestimmung des Übersetzungsverhältnisses ist. Es sei darauf hingewiesen, dass sich der für jede Rolle zur Übertragung eines Drehmoments erforderlichen Mindestklemmkraft durch die folgende Gleichung angenähert werden kann:
In dieser Gleichung ist Kp die Mindestklemmkraft, die durch eine Rollenscheibe der Primärrolle auf den Antriebsriemen ausgeübt werden muss, damit ein Primärdrehmoment Tp, das der Primärrolle zugeführt wird, übertragen werden kann, das heißt praktisch ohne Schlupf zwischen dem Antriebsriemen und der jeweiligen Rollenscheibe in Tangential- oder Umfangsrichtung, wobei eine Tangente an der Rollenscheibe an der Stelle eines effektiven Kontaktpunkts zwischen der Rollenscheibe und dem Antriebsriemen mit der Radialrichtung einen Kontaktwinkel λ bildet, wobei sich der Kontaktpunkt in einem radialen Abstand Rp von einem Rotationszentrum der Rolle befindet, wobei der Abstand dem Primärlaufradius entspricht, wobei zwischen dem Antriebsriemen und der Rollenscheibe in dieser Tangentialrichtung ein effektiver Reibungskoeffizient μ_T vorherrscht.
Die erforderliche Mindestsekundärklemmkraft Ks kann auf entsprechende Weise aus einem Sekundärdrehmoment Ts und einem Sekundärlaufradius Rs berechnet werden. Da das Verhältnis zwischen dem Drehmoment und dem Laufradius Tp/Rp bzw. Ts/Rs, wobei jeweils Verluste außer Acht gelassen werden, für die beiden Rollen unweigerlich gleich ist, ist die erforderliche Mindestsekundärklemmkraft gleich der erforderlichen Mindestprimärklemmkraft.
In der Praxis muss ein Verhältnis zwischen der Primär- und der Sekundärklemmkraft, das kurz auch als Klemmkraftverhältnis bezeichnet wird, deutlich größer oder kleiner 1 sein, damit ein definiertes erwünschtes Übersetzungsverhältnis realisiert werden kann. Das für einen Gleichgewichtszustand des Getriebes, das heißt ein konstantes Übersetzungsverhältnis, erforderliche Klemmkraftverhältnis wird unten als das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis bezeichnet und hier KpKs-Verhältnis genannt. Bei dem bekannten Getriebe weist das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis bei verschiedenen Übersetzungsverhältnissen einen anderen Wert auf, wobei dieses Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis zumindest im numerisch kleinsten Übersetzungsverhältnis, das heißt in Overdrive, allgemein größer als 1 ist und zumindest im numerisch größten Übersetzungsverhältnis, das heißt in Niedrig, kleiner als 1 ist. Die Beziehung zwischen den Übersetzungsverhältnissen des Getriebes und dem zugehörigen Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis für ein konstantes Übersetzungsverhältnis wird unten kurz als KpKs-Kurve bezeichnet. In einem Ungleichgewichtszustand des Getriebes, in dem das Übersetzungsverhältnis abfällt oder ansteigt, muss das Klemmkraftverhältnis bezüglich des Gleichgewichtsklemmkraftverhältnisses verkleinert bzw. vergrößert werden, wobei das Ausmaß, zu dem ein Klemmkraftverhältnis tatsächlich bewirkt wird, das hier als das FpFs-Verhältnis bezeichnet wird, von dem Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis abweicht, was der entscheidende Faktor bei der Bestimmung der Drehzahl, bei der sich das Übersetzungsverhältnis ändert, ist.
Im Gleichgewichtszustand des Getriebes muss die geringere der Primär- und der Sekundärklemmkraft mindestens gleich der erforderlichen Mindesthöhe sein, die für die Drehmomentübertragung erforderlich ist, während die größere der Klemmkräfte dann durch das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis, das heißt das KpKs-Verhältnis, gegeben wird. Wenn das KpKs-Verhältnis von 1 abweicht, nimmt deshalb mindestens eine der Klemmkräfte einen höheren Wert an als die erforderliche Mindesthöhe, um den Gleichgewichtszustand zu realisieren.
Es sei darauf hingewiesen, dass die Klemmkräfte mit Hilfe von geeigneten allgemein bekannten Betätigungsmitteln bewirkt werden, die in der Regel auf die axial bewegliche Scheibe einer Rolle wirken, wie zum Beispiel eine hydraulisch wirkende Kolben-/Zylinderanordnung oder eine elektrisch angetriebene Gewindespindel. Die Klemmkräfte für jede Rolle wirken über die Länge eines Teils des Antriebsriemens, der zwischen den jeweiligen Rollenscheiben festgeklemmt ist, auf den Antriebsriemen. In der Definition gemäß der Erfindung wird die Länge pro Rolle als der Winkel quantifiziert, der von dem jeweilig festgeklemmten Teil des Antriebsriemens eingeschlossen wird, und wird als der Primär- und Sekundärriemenwinkel bezeichnet. In diesem Fall ist die Summe des Primärriemenwinkels und des Sekundärriemenwinkels natürlich gleich 2π, das heißt der von dem Antriebsriemen für jede Rolle beschriebene Bogen eines Kreises bilden zusammen immer einen ganzen Kreis.
Bei dem bekannten Getriebe wird des Weiteren für mindestens eine der Rollen die erforderliche Mindestklemmkraft um einen Sicherheitsfaktor erhöht und/oder damit multipliziert, der die Klemmkraft definiert, die letztendlich gewünscht und tatsächlich angelegt wird. Die Wirkung einer Erhöhung dieser Art besteht darin, zu gewährleisten, dass jegliche Ungenauigkeit bei den Parametern der Gleichung (1) oder zum Beispiel eine übermäßig schnelle Zunahme des zugeführten Drehmoments nicht das oben genannte Rutschen des Schubriemens und einer Rolle verursacht. Des Weiteren bildet der Sicherheitsfaktor eine Art von Spanne über der erforderlichen Mindesthöhe der Klemmkräfte, wobei es diese Spanne ermöglicht, sich von diesem Gleichgewichtszustand, in dem das Übersetzungsverhältnis konstant ist, in einen Nichtgleichgewichtszustand, in dem sich das Übersetzungsverhältnis ändert, zu bewegen, indem eine der beiden Klemmkräfte bezüglich des Werts verringert wird, der für diese Kraft gemäß dem KpKs-Verhältnis erforderlich ist, anstatt die jeweilige andere Klemmkraft zu erhöhen, ohne dass dies unmittelbar zum oben erwähnten Rutschen führt. Eine Steuerung dieser Art weist den Vorteil auf, dass sie relativ schnell auf eine gewünschte Änderung des Übersetzungsverhältnisses reagieren kann und des Weiteren dass das Übersetzungsverhältnis des Getriebes durch Steuerung nur einer der beiden Klemmkräfte in beiden Richtungen gesteuert werden kann. Bei dem bekannten Getriebe wird ein numerischer Wert von 1,3 des Sicherheitsfaktors als eine allgemein gültige Untergrenze für diesen Faktor betrachtet.
In der Praxis hat sich das bekannte Getriebe insbesondere als ein zuverlässiges und effizientes automatisches Getriebe zwischen dem Motor und den angetriebenen Rädern eines Kraftfahrzeugs zum Fahrgasttransport erwiesen. Bei einer Anwendung dieser Art wird die Effizienz des Antriebs insgesamt und insbesondere die des Getriebes allgemein als wesentliches, wenn nicht als entscheidendes Merkmal des Fahrzeugs betrachtet. Deshalb besteht eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung in der Bereitstellung einer alternativen Ausführung des Getriebes, die eine beträchtliche Verbesserung seiner Effizienz gestattet.
Gemäß der Erfindung wird eine Verbesserung dieser Art bei dem Getriebe nach Anspruch 1 und Anspruch 2 realisiert. Das erfindungsgemäße Getriebe ist dadurch gekennzeichnet, dass zumindest im numerisch kleinsten Übersetzungsverhältnis, das heißt in Overdrive, und/oder im numerisch größten Übersetzungsverhältnis, das heißt in Niedrig, die Kontaktwinkel, insbesondere das Verhältnis zwischen der Tangente des Kontaktwinkels an der Primärrolle und der an der Sekundärrolle, in einer Beziehung zueinander stehen, die dem Umgekehrten des Verhältnisses der Riemenwinkel an der Primärrolle und an der Sekundärrolle entspricht.
Die Anmelderin hat entdeckt, dass bei dem erfindungsgemäßen Getriebe die Effizienz und Robustheit des Getriebes im Vergleich zum bekannten Getriebe stark verbessert sind. Gemäß der Erfindung stellt das beanspruchte Getriebe sogar eine optimale Ausführung bezüglich mehrerer funktionaler Aspekt davon dar. Eine mögliche Erklärung, die für diese bemerkenswerte Entdeckung hypothetisiert worden ist, ist, dass die vorgegebene Beziehung zwischen den Kontaktwinkeln und den Riemenwinkeln zu einer günstigen Änderung des Gleichgewichtsklemmkraftverhältnisses und insbesondere dazu führt, dass das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis einen numerischen Wert besitzt, der mindestens ungefähr gleich 1 ist.
Dieses besondere Gleichgewichtsverhältnis der Klemmkräfte, das KpKs-Verhältnis, gemäß der Erfindung wirkt sich positiv auf die Effizienz und die Robustheit des Getriebes aus, da diese beiden Aspekte desto mehr verbessert werden, je mehr das höchste Maß der Klemmkräfte in einem bestimmten Übersetzungsverhältnis verringert wird. Zum Beispiel nimmt ein Reibungsverlust zwischen dem Antriebsriemen und der Rolle genauso wie Verschleiß dieser Komponenten mit abnehmender Klemmkraftgröße ab. Des Weiteren nimmt die zum Beispiel hydraulische oder elektrische Kraft, die zur Erzeugung der Klemmkräfte erforderlich ist, allgemein mit der zu erzeugenden Kraftgröße ab. Die Effizienz des Getriebes steht deshalb im umgekehrten Verhältnis zur maximalen Höhe der Klemmkräfte. Ein KpKs-Verhältnis gleich 1 stellt das optimale Verhältnis zwischen den Klemmkräften dar, wobei die Höhe der Klemmkräfte für die beiden Rollen ausschließlich durch das zugeführte Drehmoment bestimmt wird, so dass die größte Klemmkrafthöhe minimiert wird.
In diesem Fall ist einerseits der Wert des KpKs-Verhältnisses in Overdrive ein entscheidender Faktor beim Kraftstoffverbrauch eines Kraftfahrzeugs, was insofern die wichtigste Anwendung des Getriebes ist, als sich das Getriebe bei solch einer Anwendung für eine relativ lange Zeit, wenn nicht sogar den Großteil der Zeit, allgemein in oder nahe Overdrive befindet. Andererseits ist auch der Wert des KpKs-Verhältnisses in Niedrig für die Effizienz des Getriebes von Bedeutung, da bei diesem Übersetzungsverhältnis der Primärlaufradius am niedrigsten und deshalb die gemäß Gleichung (1) erforderliche Primärklemmkraft am größten ist, zumindest, wenn das in allen anderen Übersetzungsverhältnissen zugeführte maximale Drehmoment gleich oder kleiner ist, wie es wieder der Fall ist, wenn das Getriebe in einem Kraftfahrzeug eingesetzt wird.
In einem optimalen Szenarium ist das KpKs-Verhältnis über den gesamten Übersetzungsverhältnisbereich des Getriebes zwischen Niedrig und Overdrive auch in etwa gleich 1. Ausgehend von einem gegebenen Gleichgewichtszustand des Getriebes mit einem konstanten Übersetzungsverhältnis, führt eine Erhöhung der Primär- und/oder Sekundärklemmkraft bezüglich des gemäß Gleichung (1) dafür erforderlichen Mindestwerts, wobei diese Erhöhung durch die Getriebesteuerung angelegt wird, zu einem Nichtgleichgewichtszustand, was dazu führt, dass das Übersetzungsverhältnis des Getriebes anfängt, sich bei einer definierten Drehzahl und in einer definierten Richtung zu ändern. Dies führt dazu, dass die angelegte Erhöhung wieder aufgehoben wird.
Des Weiteren kann gemäß der Erfindung allgemeiner angeführt werden, dass ein mehr oder weniger konstanter Wert des KpKs-Verhältnisses von Vorteil ist, das heißt unabhängig vom numerischen Wert dieses Verhältnisses, da das Getriebe dann in jedem Übersetzungsverhältnis auf eine Änderung der Primär- und/oder Sekundärklemmkraft in etwa auf die gleiche Weise reagiert. Bei einem Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis mit einem konstanten numerischen Wert ist zum Beispiel die dynamische Leistung des Getriebes in einem Nichtgleichgewichtszustand, wie zum Beispiel die Richtung und die Drehzahl, mit der sich das Übersetzungsverhältnis als eine Funktion der oben genannten angelegten Änderung ändert, vorteilhafterweise mehr oder weniger konstant oder ändert sich zumindest weniger bei diesem Übersetzungsverhältnis. Dies bringt die Vorteile mit sich, dass die dynamische Leistung des Getriebes von dem Augenblicksübersetzungsverhältnis praktisch unabhängig ist. Diese Aspekte sind für die Einfachheit und Robustheit der zur Bewirkung der Klemmkräfte verantwortlichen Getriebesteuerung günstig.
Die vorliegende Erfindung stellt mehrere beispielhafte Ausführungsformen des Getriebes bereit, bei denen das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis auf vorteilhafte Weise realisiert wird, wobei diese Beispiele unten unter Bezugnahme auf die angehängten erläuternden Figuren beschrieben werden.
1 zeigt schematisch einen Querschnitt durch ein stufenloses Getriebe, das mit zwei Rollen und einem Antriebsriemen gemäß dem Stand der Technik versehen ist.
2 zeigt eine vereinfachte Seitenansicht des in 1 gezeigten Getriebes.
3 zeigt einen Querschnitt durch den Schubriemen, der vorzugsweise als Antriebsriemen im erfindungsgemäßen stufenlosen Getriebe verwendet werden kann.
4 zeigt eine Seitenansicht eines Querelements des in 3 gezeigten Schubriemens.
5 zeigt ein Detail einer Rollenscheibe und insbesondere ihrer Kontaktfläche, wie sie bei dem erfindungsgemäßen stufenlosen Getriebe in Kombination mit dem in 3 gezeigten Schubriemen verwendet werden kann.
6 zeigt den Unterschied der Klemmkräfte zwischen der Primärrolle und der Sekundärrolle als Ergebnis des Übersetzungsverhältnisses.
7 verwendet einen kleinen Teil eines gekrümmten Antriebsriemens zur Darstellung der Beziehung zwischen einer Zugspannung darin und einer in radial nach innen verlaufender Richtung ausgeübten Kraftkomponente.
8 zeigt ein Diagramm, in dem das theoretisch angenäherte Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis als Funktion des Übersetzungsverhältnisses des bekannten Getriebes aufgetragen ist, mit einem konstanten Kontaktwinkel von 11 Grad für beide Rollen.
9 zeigt ein Diagramm, in dem die so genannte Kontaktwinkelkontur für die Primär- und die Sekundärrolle gegen das Übersetzungsverhältnis aufgetragen worden ist, wobei das theoretisch angenäherte Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis unabhängig vom Übersetzungsverhältnis gleich 1 ist.
10 zeigt in einem Tangentialquerschnitt des Antriebsriemens und einer Rolle das Kräftespiel im Kontakt dazwischen unter dem Einfluss der ausgeübten axialen Klemmkraft.
1 zeigt schematisch einen Querschnitt durch ein stufenloses Getriebe 1 gemäß dem Stand der Technik. Das bekannte Getriebe 1 umfasst eine Primärrolle 2, die durch einen (nicht gezeigten) Motor mit einem Kräftemoment Tp angetrieben werden kann, und eine Sekundärrolle 3, die eine (nicht gezeigte) Last mit einem Kräftemoment Ts antreiben kann. Beide Rollen 2 und 3 sind mit einer Rollenscheibe 21, 31, die an der jeweiligen Rollenachse 20, 30 befestigt ist, und einer Rollenscheibe 22, 32, die bezüglich der Achse 20, 30 in Axialrichtung verschoben werden kann, versehen. Ein Antriebsriemen 10, insbesondere ein Schubriemen 10, ist zwischen den Rollenscheiben 21, 22, 31, 32 festgeklemmt, so dass mechanische Kraft mit Hilfe von Reibung zwischen den beiden Achsen 20 und 30 übertragen werden kann. Eine axial ausgerichtete Kraft, mit der der Antriebsriemen 10 für jede Rolle 2, 3 in Position geklemmt wird und die unten als die Primärklemmkraft Kp bzw. die Sekundärklemmkraft Ks bezeichnet wird, wird in diesem Fall durch das Anlegen eines hydraulischen Drucks in einer jeweiligen Druckkammer 24, 34 der beiden Rollen 2 und 3 realisiert.
Das Übersetzungsverhältnis Rs/Rp des Getriebes 1 wird durch das Verhältnis zwischen dem Sekundärlaufradius Rs und dem Primärlaufradius Rp des Antriebsriemens 10, das heißt die effektive Radialposition davon zwischen den Rollenscheiben 21, 22, 31 und 32 der jeweiligen Rollen 2 und 3, bestimmt. Die Laufradien Rp und Rs und deshalb das gemäß der Erfindung definierte Übersetzungsverhältnis Rs/Rp des Getriebes 1 können dadurch geändert werden, dass die verschiebbaren Scheiben 22, 32 über die jeweiligen Rollenachsen 20, 30 in entgegengesetzten axialen Richtungen bewegt werden. In 1 wird das Getriebe 1 mit einem kleinen Übersetzungsverhältnis Rs/Rp, das heißt mit einem relativ großen Primärlaufradius Rp und einem relativ kleinen Sekundärlaufradius Rs, dargestellt.
Es sei darauf hingewiesen, dass das Übersetzungsverhältnis Rs/Rp, der Primärlaufradius Rp und der Sekundärlaufradius Rs bezüglich einander in einer klar definierten und geometrisch bestimmten Beziehung stehen, wobei diese Beziehung unter anderem durch die Länge des Antriebsriemens 10, den Abstand zwischen den Drehachsen der jeweiligen Rollen 2, 3 und den maximalen und minimalen Laufradius Rp und Rs bestimmt wird, so dass diese Variablen nach Wunsch aus den anderen berechnet werden können.
2 zeigt eine weitere Seitenansicht des bekannten Getriebes 1, wobei sich die Primärrolle 2 mit der Primärachse 20 auf der linken Seite der Figur und die Sekundärrolle 3 mit der Sekundärachse 30 auf der rechten Seite der Figur befinden. Im Gegensatz zu 1 wird in dieser Figur das Getriebe 1 nun mit einem relativ großen Übersetzungsverhältnis Rs/Rp dargestellt, wobei der Primärlaufradius Rp kleiner ist als der Sekundärlaufradius Rs, was dazu führt, dass im Betrieb die Primärrolle 2 eine geringere Drehgeschwindigkeit aufweist als die Sekundärrolle 3. Der gezeigte Antriebsriemen 10 ist ein so genannter Schubriemen 10, der eine praktisch durchgehende Reihe von Querelementen 11, von denen der Übersicht halber nur wenige gezeigt werden, und mindestens einen Satz 12 einer Anzahl von radial verschachtelten, durchgehenden, flachen und dünnen Metallringen umfasst.
Der Schubriemen 10 wird in den 3 und 4 ausführlicher gezeigt, wobei 3 einen Querschnitt durch den Schubriemen 10 und 4 eine Seitenansicht eines Querelements 11 davon zeigt. Der Querschnitt zeigt eine Vorderansicht des Querelements 11, das auf beiden Seiten mit einer Aussparung versehen ist, in denen jeweils ein Satz von Ringen 12 vorgesehen ist. Der Satz von Ringen 12 und das Querelement 11 halten einander in der Radial- und Höhenrichtung fest, aber die Querelemente 11 können sich entlang dem Satz von Ringen 12 in einer Umfangsrichtung davon bewegen. Des Weiteren sind die Querelemente 11 mit einer Ausstülpung in Umfangsrichtung des Schubriemens 10, die auch als Vorsprung 13 bezeichnet wird, und mit einer Aussparung 14 versehen, die in einer gegenüberliegenden Hauptseite des Elements 11 angeordnet ist, wobei der Vorsprung 13 und die Aussparung 14 dazu dienen, die Reihe von Querelementen 11 im Schubriemen 10 bezüglich einander zu stabilisieren.
Ein unterer Abschnitt 15 des Querelements 11 läuft konisch zu, so dass sich benachbarte Querelemente 11 bezüglich einander neigen können, und der Schubriemen 10 kann dort Bogen beschreiben, wo er zwischen den Rollenscheiben 21, 22, 31, 32 der jeweiligen Rollen 2 und 3 festgeklemmt ist. Es sei darauf hingewiesen, dass die oben genannte effektive Radialposition, das heißt der effektive Laufradius Rp, Rs des Schubriemens 10 im Wesentlichen einer Radialposition der Oberseite des unteren Abschnitts 15 des Querelements 11 entspricht, wobei diese Oberseite auch als die Neigungslinie 17 der Querelemente 10 bezeichnet wird, entlang derer die letzteren in dem Bogen miteinander in Kontakt stehen. Der untere Abschnitt 15 ist weiterhin auf beiden Seiten mit so genannten Laufflächen 16 versehen, über die das Querelement 11 zwischen den Rollenscheiben 21, 22; 31, 32 festgeklemmt wird, wobei die Drehung der Antriebsscheibe 2 über Reibung auf die festgeklemmten Querelemente 11 übertragen wird. Dies kann zum Entstehen einer großen Schubkraft zwischen den Querelementen 11 führen, was dazu führt, dass sie einander über die Sätze von Ringen 12 in Richtung der angetriebenen Rolle 3 nach vorne schieben. Wenn der Schubriemen 10 zwischen den Scheiben 31 und 32 der angetriebenen Rolle 3 festgeklemmt ist, wird die zwischen den Querelementen 11 vorhandene Schubkraft praktisch vollständig über Reibung auf die angetriebene Rolle 3 übertragen. Schließlich schieben die Querelemente 11 einander zurück und üben von der angetriebenen Rolle 3 auf die Antriebsrolle 2 eine relativ geringe Schubkraft aus. Die Sätze von Ringen 12 gewährleisten in diesem Fall, dass die Querelemente 11 weiter dem Weg folgen, der für den Schubriemen 10 bestimmt ist.
5 zeigt ein Detail einer Rollenscheibe 43 auf Grundlage eines Querschnitts dadurch mit Blickrichtung in Tangentialrichtung. Eine so genannte Kontaktfläche 40 der Rollenscheibe 43, mittels der sie mit einer Lauffläche 16 der Querelemente 11 in Kontakt kommt, ist mit einer Krümmung mit einem wahlweise variablen Krümmungsradius R40 mit einem zwischen einer Tangentenlinie 41 in einem Punkt R auf der Kontaktfläche 40 und der Radialrichtung 42 definierten Kontaktwinkel λ versehen, der mit Blickrichtung in der Radialrichtung zunimmt. Deshalb beschreiben die Kontaktflächen 40 im Getriebe 1 mit Blickrichtung im tangentialen Querschnitt eine Kontur, die als die Beziehung zwischen dem lokalen Kontaktwinkel λ und dem Getriebeverhältnis Rs/Rp des Getriebes 1 definiert werden kann. Für jede Rolle 2, 3 wird die Kontur als die Primärkontaktwinkelkontur λp(Rs/Rp) bzw. die Sekundärkontaktwinkelkontur λs(Rs/Rp) bezeichnet, wobei die festgelegten und beweglichen Scheiben 21, 22, 31 und 32 einer Rolle 2, 3 mit identischen Konturen versehen sind. Des Weiteren wird bevorzugt, wenn die beiden Rollen 2 und 3 eine identische Form aufweisen, das heißt mit Kontaktwinkelkonturen λp(Rs/Rp) und λs(Rs/Rp) versehen sind, die spiegelsymmetrisch zueinander sind.
Zum optimalen Zusammenwirken mit den gekrümmten Kontaktflächen 40 der Rollen 2 und 3 sind die Laufflächen 16 der Querelemente 11, gesehen im in 3 dargestellten Querschnitt des Schubriemens 10, mit einer Krümmung versehen. In diesem Fall wird in der Kontur der Laufflächen 16 ein Bereich von Kontaktwinkeln λ definiert, der mindestens den durch die Kontaktflächen 40 der Rollen 2 und 3 definierten Kontaktwinkelkonturen λp(Rs/Rp) und λs(Rs/Rp) entspricht.
Das Klemmkraftverhältnis, das KpKs-Verhältnis, das für einen Gleichgewichtszustand des Getriebes 1, das heißt für ein konstantes Übersetzungsverhältnis, erforderlich ist, stammt von dem Gleichgewichtszustand, wobei pro Rolle 2, 3 die in den Riemensätzen 12 des Antriebsriemens 10 erzeugten Zugkräfte Ft identisch sein sollten. Dieser Gleichgewichtszustand wird in 6 dargestellt. Für jede Rolle 2 und 3 wird die Zugkraft Ft infolge der auf den Antriebsriemen 10 in Radialrichtung wirkenden Radialkräfte Frp bzw. Frs erzeugt, wobei diese Kräfte Frp bzw. Frs infolge des lokalen Kontaktwinkels λp, λs und der Klemmkraft Kp, Ks erzeugt werden, die zwischen den Scheiben 21 und 22 bzw. 31 und 32 für jede Rolle 2, 3 angelegt werden und im Wesentlichen axial ausgerichtet sind. Wenn dies für die Primärrolle 2 ausgeschrieben wird, gilt die folgende Beziehung: Frp = Kp*tan(λp)
Die Radialkräfte Frp und Frs wirken über die Länge der Teile des Antriebsriemens 10, die zwischen den Rollenscheiben 21, 22, 31, 31 der jeweiligen Primärrolle 2 und Sekundärrolle 3 festgeklemmt sind, auf die Laufflächen 16 der Querelemente 11. Diese Länge kann für jede Rolle 2, 3 als ein Winkel quantifiziert werden, der durch den festgeklemmten Teil des Antriebsriemens 10, hier als der Primärriemenwinkel αp bzw. der Sekundärriemenwinkel αs bezeichnet, eingeschlossen ist. Die Radialkräfte Frp und Frs, die für das Gleichgewicht erforderlich sind, werden dann durch Summierung, über die jeweiligen Riemenwinkel αp und αs, der Zugkräfte Ft pro Einheit des Riemenwinkels da bestimmt. Ausgeschrieben für die Primärrolle 2 gilt deshalb die folgende Beziehung:
Die Ableitung der Gleichung (3) wird auf Grundlage eines kleines Teils des Riemensatzes 12 in 7 dargestellt.
Die Gleichungen (2) und (3) können auf entsprechende Weise für die Sekundärrolle 3 abgeleitet werden, mit dem Gleichgewichtszustand für ein konstantes Übersetzungsverhältnis, wobei die erzeugte Zugspannung Ft für beide Rollen 2 und 3 gilt, so dass die folgende Beziehung für das Gleichgewichtsklemmkraftverhältnis KpKs gilt:
wobei die Riemenwinkel αp und αs als Funktion des jeweiligen Laufradius Rp, Rs und deshalb auch als Funktion des Übersetzungsverhältnisses Rs/Rp variieren. Eine Beziehung dieser Art zwischen den Riemenwinkeln αp und αs und den Laufradien Rs und Rp wird durch die Geometrie des Getriebes 1 bestimmt und kann zum Beispiel relativ genau wie folgt angenähert werden:
mit Rs (Rp, Rp_MIN, Rp_MAX)
wobei Rp_MIN der kleinste Primärlaufradius Rp ist, der auftritt, und Rp_MAX der größte Primärlaufradius Rp ist, der auftritt. Bei der Ableitung der Gleichungen (5) und (6) ist angenommen worden, dass die beiden Rollen 2 und 3 so nahe wie möglich beieinander in Radialrichtung positioniert sind, wie dies zum Beispiel in 6 der Fall ist, aber auch allgemein bei Kraftfahrzeugen erwünscht ist.
Die iterativ und numerisch zu bestimmende Lösung für die Gleichungen (4), (5) und (6) für das KpKs-Verhältnis in Beziehung zum Übersetzungsverhältnis Rs/Rp, wobei die Kontaktwinkel λp und λs einen konstanten und gleichen Wert aufweisen – in diesem Beispiel 11 Grad – wird in 8 gegeben.
Aus der obigen Analyse, die des Weiteren von der Art des Antriebsriemens 10 abhängig, was bedeutet, dass sie nicht nur für den in den 2–4 gezeigten Schubriemen 10, sondern auch für einen Gummi-V-Riemen, eine Metallkette usw. gilt, kann gefolgert werden, dass das KpKs-Verhältnis durch Auswahl von Werten für den Primärkontaktwinkel λp und/oder den Sekundärkontaktwinkel λs beeinflusst werden kann, die sich voneinander unterscheiden. Das Verhältnis zwischen den Kontaktwinkeln λp, λs als Funktion des Übersetzungsverhältnisses Rs/Rp des Getriebes, wobei das Gleichgewichtsverhältnis der Klemmkräfte Kp und Ks – das als die KpKs-Kurven bezeichnet wird – vorteilhafterweise für alle Übersetzungsverhältnisse Rs/Rp gleich 1 ist, sollte in diesem Fall Gleichung (4) erfüllen, mit Kp/Ks = 1
Weiterhin folgt aus Gleichung (7), dass die Kontaktwinkel λp, λs beim Übersetzungsverhältnis Rs/Rp den gleichen Wert aufweisen sollten, wobei die Riemenwinkel αp und αs – und deshalb auch die Laufradien Rp und Rs – gleich sind.
Eine mögliche Lösung für Gleichung 7 wird in dem Diagramm in 9 gezeigt, in dem der jeweilige Kontaktwinkel λp, λs für die Primärrolle 2 und die Sekundärrolle 3 als Funktion des Übersetzungsverhältnisses Rs/Rp in den so genannten Kontaktwinkelkonturen λp(Rs/Rp) und λs(Rs/Rp) aufgetragen ist. Das theoretisch angenäherte KpKs-Verhältnis ist in diesem Fall bei allen möglichen Übersetzungsverhältnissen Rs/Rp deshalb gleich 1. Das in 9 gezeigte Diagramm gilt für ein typisches Getriebe 1 mit einem kleinsten Primärlaufradius Rp_MIN von ca. 30 mm und mit einem größten Primärlaufradius Rp_MAX von ca. 75 mm in Kombination mit einer gleichen und kleinstmöglichen Radialabmessung der Rollen 2 und 3.
Der zur Lösung von Gleichung (7) erforderliche Grenzzustand war in diesem Fall, dass die Kontaktwinkelkonturen λp(Rs/Rp) und λs(Rs/Rp) für jede Rolle 2, 3 eine kontinuierliche Kurve sind, die an der Sekundärrolle 3 kontinuierlich ansteigt bzw. an der Primärrolle 2 kontinuierlich abfällt. Darüber hinaus wird gemäß der Erfindung die Untergrenze für die Kontaktwinkel λp und λs einerseits vorzugsweise so ausgewählt, dass sie so gering wie möglich ist, da infolgedessen die Radialkraft Frp, Frs und deshalb auch die Zugkraft Ft in den Riemensätzen 12 vorteilhafterweise gering sind. Schließlich trägt die Zugkraft Ft nicht zur Übertragung des zugeführten Drehmoments Tp bei, da sie eine konstante Größe aufweist. Gleichzeitig sind die Riemensätze 12 mechanischer Belastung durch die Zugkraft Ft ausgesetzt. Andererseits muss es gemäß der Erfindung unter allen Umständen möglich sein, dass der Antriebsriemen 10 in Radialrichtung zwischen den Rollenscheiben 21, 22, 31, 32 verschoben werden kann, um eine Änderung des Übersetzungsverhältnisses Rs/Rp zu gestatten. Dazu muss die Radialkraft Frp in der Lage sein, mindestens eine Reibung Fw zwischen dem Antriebsriemen 10 und einer Rolle 2, 3 zu überwinden. Ausgeschrieben für die Primärrolle 2 gilt dann die folgende Beziehung
wobei μ_R ein Reibungskoeffizient ist, der in Radialrichtung in Kontakt zwischen einer Lauffläche 16 des Antriebsriemens 10 und der Kontaktfläche 40 einer Rollenscheibe 43 gemessen wird, und wobei Fn eine Normalkraft in dem Kontakt ist. Gleichung (8) wird in 10 schematisch dargestellt, die die Kräfte – Kp, Fw, Frp, Fn – zeigt, die in dem Kontakt aktiv sind. Gleichung (8) ergibt den Zustand, dass ein Kontaktwinkel λ größer sein muss als die Bogentangente des Radialkoeffizienten der Reibung μ_A. In dem geschmierten Metall/Metall-Kontakt zwischen den Rollen 2 und 3 und dem Antriebsriemen 10 des Getriebes gilt für μ_R in der Regel ein Maximalwert von ca. 0,12. Deshalb sind gemäß der Erfindung der Primärkontaktwinkel λp in Niedrig und der Sekundärkontaktwinkel λs in Overdrive vorzugsweise mindestens gleich 7 Grad. Die vollständigen Kontaktwinkelkonturen λp(Rs/Rp) und λs(Rs/Rp) können dann unter Verwendung der Gleichungen (4), (5), (6) und (7) iterativ angenähert werden.
Noch ein weiterer geeigneter Zustand kann sein, dass die Scheiben 21, 22, 31 und 32 der Rollen identisch geformt sein sollten, was insbesondere im Hinblick auf technische Produktions- und Montagebetrachtungen von Vorteil ist.

Claims

Stufenloses Getriebe (1) zur Übertragung eines Kräftemoments (Tp) mit einem variablen Übersetzungsverhältnis insbesondere in Kraftfahrzeugen, das mit einer Primärrolle (2) und mit einer Sekundärrolle (3) versehen ist, um die herum ein Antriebsriemen angeordnet ist, der auf jeder Seite mit einer im Wesentlichen axial ausgerichteten Lauffläche (16) zum Kontakt mit einer im Wesentlichen axial ausgerichteten Kontaktfläche (40) einer der beiden konischen Rollenscheiben (21, 22; 31, 32) jeder Rolle (2; 3) versehen und mit einer axial ausgerichteten Primärklemmkraft (Kp) über einen so genannten Primärriemenwinkel (αp) zwischen den Rollenscheiben (21, 22) der Primärrolle (2) und mit einer axial ausgerichteten Sekundärklemmkraft (Ks) über einen so genannten Sekundärriemenwinkel (αs) zwischen den Rollenscheiben (31, 32) der Sekundärrolle (3) festgeklemmt ist, wobei es für eine effektive Radialposition (Rp) des Antriebsriemens (10) zwischen den Rollenscheiben (21, 22) der Primärrolle (2) und eine effektive Radialposition (Rs) zwischen den Rollenscheiben (31, 32) der Sekundärrolle (3) möglich ist, in entgegengesetzten Richtungen zu variieren, mit dem Ergebnis, dass das Übersetzungsverhältnis (Rs/Rp) des Getriebes (1) zwischen einem Maximalwert, der als Niedrig bekannt ist, und einem Minimalwert, der als Overdrive bekannt ist, variieren kann, und wobei mindestens eine Lauffläche (16) des Antriebsriemens (10) mit einer Kontaktfläche (40) der Primärrolle (2) und mit einer Kontaktfläche (40) der Sekundärrolle (3) in einem Primärkontaktwinkel (λp) bzw. einem Sekundärkontaktwinkel (λs) bezüglich der Radialrichtung in Kontakt steht, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens in Overdrive oder in Niedrig die Kontaktwinkel (λp, λs) und die Riemenwinkel (αp, αs) zumindest in etwa die folgende Gleichung erfüllen:
Stufenloses Getriebe (1) zur Übertragung eines Kräftemoments (Tp) mit einem variablen Übersetzungsverhältnis insbesondere in Kraftfahrzeugen, das mit einer Primärrolle (2) und mit einer Sekundärrolle (3) versehen ist, um die herum ein Antriebsriemen angeordnet ist, der auf jeder Seite mit einer im Wesentlichen axial ausgerichteten Lauffläche (16) zum Kontakt mit einer im Wesentlichen axial ausgerichteten Kontaktfläche (40) einer der beiden konischen Rollenscheiben (21, 22; 31, 32) jeder Rolle (2; 3) versehen und mit einer axial ausgerichteten Primärklemmkraft (Kp) über einen so genannten Primärriemenwinkel (αp) zwischen den Rollenscheiben (21, 22) der Primärrolle (2) und mit einer axial ausgerichteten Sekundärklemmkraft (Ks) über einen so genannten Sekundärriemenwinkel (αs) zwischen den Rollenscheiben (31, 32) der Sekundärrolle (3) festgeklemmt ist, wobei es für eine effektive Radialposition (Rp) des Antriebsriemens (10) zwischen den Rollenscheiben (21, 22) der Primärrolle (2) und einer effektiven Radialposition (Rs) zwischen den Rollenscheiben (31, 32) der Sekundärrolle (3) möglich ist, in entgegengesetzten Richtungen zu variieren, mit dem Ergebnis, dass das Übersetzungsverhältnis (Rs/Rp) des Getriebes (1) zwischen einem Maximalwert, der als Niedrig bekannt ist, und einem Minimalwert, der als Overdrive bekannt ist, variieren kann, und wobei mindestens eine Lauffläche (16) des Antriebsriemens (10) mit einer Kontaktfläche (40) der Primärrolle (2) und mit einer Kontaktfläche (40) der Sekundärrolle (3) in einem Primärkontaktwinkel (λp) bzw. einem Sekundärkontaktwinkel (λs) bezüglich der Radialrichtung in Kontakt steht, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens in Overdrive oder in Niedrig die Kontaktwinkel (λp, λs) verschiedenen Werte aufweisen, in welchem Fall dann die Primärklemmkraft (Kp) und die Sekundärklemmkraft (Ks), die für das jeweilige Übersetzungsverhältnis (Rs/Rp) erforderlich sind, zumindest in etwa gleich sind.
Getriebe (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass in Overdrive oder in Niedrig ein Verhältnis zwischen den Tangenten der Kontaktwinkel (λp, λs) in einem Bereich zwischen 1, 4 und 1, 5 oder zwischen 1,4^–1 und 1,5^–1 liegt.
Getriebe (1) nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontaktwinkel (λp, λs) und die Riemenwinkel (αp, αs) in all ihren Übersetzungsverhältnissen (Rs/Rp) zumindest in etwa die folgende Gleichung erfüllen:
Getriebe (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Primärklemmkraft (Kp) und die Sekundärklemmkraft (Ks) in all ihren Übersetzungsverhältnissen (Rs/Rp) zumindest in etwa gleich sind.
Getriebe (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Tangente des kleinstes Wertes der Kontaktwinkel (λp, λs) größer gleich ein Reibungskoeffizient zwischen dem Antriebsriemen (10) und den Rollenscheiben (21, 22; 31, 32) der jeweiligen Rolle (2, 3) in Radialrichtung ist, wobei vorzugsweise mindestens eine dieser Tangenten in etwa gleich dem Reibungskoeffizienten ist.
Getriebe (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kontaktwinkel (λp, λs) einen Wert in einem Bereich von 7 bis 11 Grad aufweisen.
Getriebe (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass für mindestens eine der Klemmkräfte (Kp, Ks) die Höhe der Klemmkraft, die im Getriebe (1) tatsächlich bewirkt wird, zumindest in etwa gleich dem 1,3-Fachen der Höhe einer minimalen Klemmkraft ist, die zur Übertragung eines zugeführten Moments erforderlich ist.
Getriebe (1) nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Antriebsriemen (10) als Schubriemen (10) bekannt ist, der eine in etwa durchgehende Reihe von Querelementen (11) und mindestens einen durchgehenden Ring (12) umfasst, wobei die Querelemente (11) so am Ring (12) angeordnet sind, dass sie sich über die Umfangsrichtung des Rings (12) bewegen können.